汽車制動(dòng)器的設(shè)計(jì).doc

汽車制動(dòng)器的設(shè)計(jì)影響行車安全的有很多的因素，其中汽車的制動(dòng)系統(tǒng)可謂是汽車安全安性能中的首要系統(tǒng)，汽車的制動(dòng)器就是這割席統(tǒng)中的只要執(zhí)行器，其作用是顯而易見的。目前汽車制動(dòng)器有兩種形式，鼓式制動(dòng)器和盤式制動(dòng)器。這兩種各有千秋，但隨著轎車車速的不斷提高，這兩種已不是單一的存在與汽車上，下面就中高檔的轎車設(shè)計(jì)一套安全可靠的制動(dòng)系統(tǒng)。第一章 總體結(jié)的設(shè)計(jì)1行車制動(dòng)系統(tǒng)采用了安全性最高的對(duì)角線布置形式的雙管路液壓制動(dòng)系統(tǒng)。制動(dòng)主缸的一腔通過abs的液壓控制單元與前輪一側(cè)制動(dòng)及后軸另一側(cè)制動(dòng)器相接。制動(dòng)主缸的另一腔通過abs的液壓控制單元接另外兩個(gè)制動(dòng)器。這種對(duì)角線型布置結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，安全性高。當(dāng)系統(tǒng)中的任何一套管路失效時(shí)，另一套都會(huì)保持工作，這樣，剩余的制動(dòng)力能保持正常值502前輪制動(dòng)器采用浮動(dòng)鉗盤式制動(dòng)器，使制動(dòng)器軸向和徑向尺寸較小，布置緊湊，且散熱好。在摩擦塊的主動(dòng)片上裝有磨損報(bào)警信號(hào)裝置，當(dāng)襯塊磨損到最小厚度小于20mm時(shí)，制動(dòng)報(bào)警燈亮，提示駕駛員及時(shí)更換摩擦塊。3后輪制動(dòng)器采用的是能自動(dòng)調(diào)整蹄片間隙裝置的鼓式制動(dòng)器。4伺服助力系統(tǒng)采用的是高效能、非貫通式單膜片真空助力器和中心閥式制動(dòng)主缸，該系統(tǒng)可有效增強(qiáng)制動(dòng)踏板力，使駕駛員操縱輕便省力，并提高主動(dòng)安全性，但在伺服系統(tǒng)失效時(shí)，還可以全靠人力驅(qū)動(dòng)液壓系統(tǒng)以產(chǎn)生一定程度的制動(dòng)力。制動(dòng)液儲(chǔ)液內(nèi)裝有制動(dòng)液面報(bào)警裝置，若制動(dòng)報(bào)警燈亮，則駕駛員需及時(shí)補(bǔ)充制動(dòng)液。5駐車制動(dòng)系統(tǒng)采用機(jī)械式操縱，制動(dòng)操縱機(jī)構(gòu)布置愛前排座椅之間，用摩擦阻力較小的帶護(hù)套拉線直接作用于兩后輪的杠桿機(jī)構(gòu)的拉臂上，制動(dòng)力直接作用于兩后輪。其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單實(shí)用，效率較高。6在通向后輪的制動(dòng)管路中裝有感載式制動(dòng)壓力調(diào)節(jié)閥，這樣就使通往后輪制動(dòng)器的壓力隨著載荷的變化得到調(diào)整，使制動(dòng)力的分配更趨近于理想狀態(tài)，這就保證了前輪總是比后輪先抱死，提高制動(dòng)穩(wěn)定性。7裝有代表當(dāng)今最新型的電子防抱死制動(dòng)系統(tǒng)（abs），保證汽車制動(dòng)時(shí)前后車輪不會(huì)完全抱死，從而減輕制動(dòng)側(cè)滑現(xiàn)象，使制動(dòng)效果達(dá)到最佳狀態(tài)，最大限度的提高了汽車的主動(dòng)安全性。第二章 制動(dòng)器的主要參數(shù)及其選擇制動(dòng)器設(shè)計(jì)中需要預(yù)先給定的整車參數(shù)有：汽車軸距l(xiāng)；車輪滾動(dòng)半徑rr，；汽車空、滿載時(shí)的總質(zhì)量，；空、滿載時(shí)的軸荷分配：前軸負(fù)荷，；后軸負(fù)荷，；空、滿載時(shí)的質(zhì)心位置：質(zhì)心高度，；質(zhì)心距前軸距離，；質(zhì)心距后軸距離，等。而對(duì)汽車制動(dòng)性能有著重要影響的制動(dòng)系參數(shù)有：制動(dòng)力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動(dòng)強(qiáng)度、附著系數(shù)利用率、最大制動(dòng)力矩與制動(dòng)器因數(shù)等。2.1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù) 汽車制動(dòng)時(shí)，如果忽略路面對(duì)車輪的滾動(dòng)阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度0的車輪，其力矩平衡方程為: (1)式中 制動(dòng)器對(duì)車輪作用的制動(dòng)力矩，即制動(dòng)器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，nm；地面作用于車輪上的制動(dòng)力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動(dòng)力，其方向與汽車行駛方向相反，n；車輪有效半徑，m。 令 (2) 并稱之為制動(dòng)器制動(dòng)力，它是在輪胎周緣克服制動(dòng)器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動(dòng)周緣力。與地面制動(dòng)力的方向相反，當(dāng)車輪角速度0時(shí)，大小亦相等，且僅由制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動(dòng)踏板力即制動(dòng)系的液壓或氣壓成正比。當(dāng)加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動(dòng)力受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即 (4) 或 (5)式中 輪胎與地面間的附著系數(shù)； z地面對(duì)車輪的法向反力。當(dāng)制動(dòng)器制動(dòng)力和地面制動(dòng)力達(dá)到附著力值時(shí)，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動(dòng)力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)制動(dòng)到=0以后，地面制動(dòng)力達(dá)到附著力值后就不再增大，而制動(dòng)器制動(dòng)力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升(見24)。 根據(jù)汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力分析，考慮到制動(dòng)時(shí)的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對(duì)前、后軸車輪的法向反力z1，z2為： (6)式中 g汽車所受重力； l汽車軸距；汽車質(zhì)心離前軸距離；汽車質(zhì)心離后軸距離； 汽車質(zhì)心高度； g重力加速度； -汽車制動(dòng)減速度。 汽車總的地面制動(dòng)力為 (7)式中 q（）制動(dòng)強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動(dòng)力；，前后軸車輪的地面制動(dòng)力。由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為 （8）上式表明：汽車在附著系數(shù)為任意確定值的路面上制動(dòng)時(shí)，各軸附著力即極限制動(dòng)力并非為常數(shù)，而是制動(dòng)強(qiáng)度q或總制動(dòng)力的函數(shù)。當(dāng)汽車各車輪制動(dòng)器的制動(dòng)力足夠時(shí)，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動(dòng)器制動(dòng)力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動(dòng)過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即(1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； (2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；(3)前、后輪同時(shí)抱死拖滑。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。由式(7)、式(8)不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時(shí)抱死即前、后軸車輪附著力同時(shí)被充分利用的條件是 (9)式中 前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，；后軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，；前軸車輪的地面制動(dòng)力；后軸車輪的地面制動(dòng)力；，地面對(duì)前、后軸車輪的法向反力；g汽車重力；，汽車質(zhì)心離前、后軸距離；汽車質(zhì)心高度。由式(9)可知，前、后車輪同時(shí)抱死時(shí)，前、后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力，是的函數(shù)。由式(9)中消去，得 (10)式中 l汽車的軸距。將上式繪成以，為坐標(biāo)的曲線，即為理想的前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線，簡(jiǎn)稱i曲線，如圖25所示。如果汽車前、后制動(dòng)器的制動(dòng)力，能按i曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動(dòng)時(shí)，都能使前、后車輪同時(shí)抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車尤其是貨車的前、后制動(dòng)器制動(dòng)力之比值為一定值，并以前制動(dòng)與汽車總制動(dòng)力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)： （11）又由于在附著條件所限定的范圍內(nèi)，地面制動(dòng)力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動(dòng)周緣力，故又可通稱為制動(dòng)力分配系數(shù)。2.2 同步附著系數(shù)式(11) 可表達(dá)為 (12)上式在圖25中是一條通過坐標(biāo)原點(diǎn)且斜率為(1-)/的直線，它是具有制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)為的汽車的實(shí)際前、后制動(dòng)器制動(dòng)力分配線，簡(jiǎn)稱線。圖中線與i曲線交于b點(diǎn)，可求出b點(diǎn)處的附著系數(shù)=,則稱線與i曲線交點(diǎn)處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動(dòng)性能的一個(gè)重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計(jì)算公式是：對(duì)于前、后制動(dòng)器制動(dòng)力為固定比值的汽車，只有在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上，前、后車輪制動(dòng)器才會(huì)同時(shí)抱死。當(dāng)汽車在不同值的路面上制動(dòng)時(shí)，可能有以下情況： (1)當(dāng)，線位于i曲線上方，制動(dòng)時(shí)總是后輪先抱死，這時(shí)容易發(fā)生后軸側(cè)滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。(3)當(dāng)=，制動(dòng)時(shí)汽車前、后輪同時(shí)抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉(zhuǎn)向能力。為了防止汽車的前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(cè)滑，希望在制動(dòng)過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時(shí)的制動(dòng)減速度，為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動(dòng)(前、后車輪同時(shí)抱死)時(shí)，其制動(dòng)減速度為du/dt=qg=g，即q=，q為制動(dòng)強(qiáng)度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動(dòng)時(shí)，達(dá)到前輪或后輪即將抱死時(shí)的制動(dòng)強(qiáng)度q，這表明只有在=的路面上，地面的附著條件才得到充分利用。附著條件的利用情況可用附著系數(shù)利用率 (或附著力利用率)來表達(dá)，可定義為： (13)式中 汽車總的地面制動(dòng)力；g汽車所受重力； q制動(dòng)強(qiáng)度。當(dāng)=時(shí)， q=，=1,利用率最高。直至20世紀(jì)50年代，當(dāng)時(shí)道路條件還不很好，汽車行駛速度也不很高，后輪抱死側(cè)滑的后果也不顯得像前輪抱死喪失轉(zhuǎn)向能力那樣嚴(yán)重，因此往往將值定得較低，即處于常遇附著系數(shù)范圍的中間偏低區(qū)段。但當(dāng)今道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動(dòng)時(shí)后輪先抱死引起的后果十分嚴(yán)重。由于車速高，它不僅會(huì)引起側(cè)滑甩尾甚至?xí){(diào)頭而喪失操縱穩(wěn)定性。后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的。因此各類轎車和一般載貨汽車的值有增大的趨勢(shì)。如何選擇同步附著系數(shù)，是采用恒定前后制動(dòng)力分配比的汽車制動(dòng)系設(shè)計(jì)中的一個(gè)較重要的問題。在汽車總重和質(zhì)心位置已定的條件下，的數(shù)值就決定了前后制動(dòng)力的分配比。的選擇與很多因數(shù)有關(guān)。首先，所選的應(yīng)使得在常用路面上，附著系數(shù)利用率較高。具體而言，若主要是在較好的路面上行駛，則選的值可偏高些，反之可偏低些。從緊急制動(dòng)的觀點(diǎn)出發(fā)，值宜取高些。汽車若常帶掛車行駛或常在山區(qū)行駛，值宜取低些。此外，的選擇還與汽車的操縱性、穩(wěn)定性的具體要求有關(guān)，與汽車的載荷情況也有關(guān)?？傊?，的選擇是一個(gè)綜合性的問題，上述各因數(shù)對(duì)的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能選一盡善盡美的值，只有根據(jù)具體條件的不同，而有不同的側(cè)重點(diǎn)。根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，空滿載的同步附著系數(shù)和應(yīng)在下列范圍內(nèi)：轎車：0.650.80；輕型客車、輕型貨車：0.550.70；大型客車及中重型貨車：0.450.65。現(xiàn)代汽車多裝有比例閥或感載比例閥等制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置，可根據(jù)制動(dòng)強(qiáng)度、載荷等因素來改變前、后制動(dòng)器制動(dòng)力的比值，使之接近于理想制動(dòng)力分配曲線。為保證汽車制動(dòng)時(shí)的方向穩(wěn)定性和有足夠的附著系數(shù)利用率，聯(lián)合國(guó)歐洲經(jīng)濟(jì)委員會(huì)(ece)的制動(dòng)法規(guī)規(guī)定，在各種載荷情況下，轎車在0.15q0.8，其他汽車在0.15q0.3的范圍內(nèi)，前輪均應(yīng)能先抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在0.20.8的范圍內(nèi)，必須滿足q0.1+0.85(-0.2)。2.3 制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率上面已給出了制動(dòng)強(qiáng)度q和附著系數(shù)利用率的定義式，如式(7)和式(13)所示。下面再討論一下當(dāng)=、時(shí)的q和。根據(jù)所定的同步附著系數(shù)，可以由式（9）及式（11）求得 （14） （15）進(jìn)而求得 （16） （17）當(dāng)=時(shí)：，故，q=；=1當(dāng)時(shí)： 可能得到的最大總制動(dòng)力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即。由式（7）、式（8）、式（13）和式（17）得 （21） （22） （23）對(duì)于值恒定的汽車，為使其在常遇附著系數(shù)范圍內(nèi)不致過低，其值總是選得小于可能遇到的最大附著系數(shù)。所以在的良好路面上緊急制動(dòng)時(shí)，總是后輪先抱死。2.4 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩應(yīng)合理地確定前、后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，以保證汽車有良好的制動(dòng)效能和穩(wěn)定性。最大制動(dòng)力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時(shí)制動(dòng)力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式(9)可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時(shí)被充分利用或前、后輪同時(shí)抱死時(shí)的制動(dòng)力之比為 式中 ,汽車質(zhì)心離前、后軸距離;同步附著系數(shù)；汽車質(zhì)心高度。通常，上式的比值：轎車約為1.31.6；貨車約為0.50.7。制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力矩，受車輪的計(jì)算力矩所制約，即 式中 前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；后軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；作用于前軸車輪上的地面法向反力；作用于后軸車輪上的地面法向反力；車輪有效半徑。對(duì)于常遇到的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，為了保證在的良好的路面上（例如=0.7）能夠制動(dòng)到后軸和前軸先后抱死滑移（此時(shí)制動(dòng)強(qiáng)度），前、后軸的車輪制動(dòng)器所能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力力矩為 （24） （25）對(duì)于選取較大值的各類汽車，則應(yīng)從保證汽車制動(dòng)時(shí)的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動(dòng)力矩。當(dāng)時(shí)，相應(yīng)的極限制動(dòng)強(qiáng)度，故所需的后軸和前軸的最大制動(dòng)力矩為 (26) (27)式中 該車所能遇到的最大附著系數(shù)；q制動(dòng)強(qiáng)度，由式(22)確定；車輪有效半徑。一個(gè)車輪制動(dòng)器應(yīng)有的最大制動(dòng)力矩為按上列公式計(jì)算結(jié)果的半值。2.5 制動(dòng)器因數(shù)式(1)已給出了制動(dòng)器因數(shù)bf的表達(dá)式（即，），它表示制動(dòng)器的效能，因此又稱為制動(dòng)器效能因數(shù)。其實(shí)質(zhì)是制動(dòng)器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評(píng)比不同結(jié)構(gòu)型式的制動(dòng)器的效能。制動(dòng)器因數(shù)可定義為在制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 (28)式中 制動(dòng)器的摩擦力矩；r制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑；p輸入力，一般取加于兩制動(dòng)蹄的張開力(或加于兩制動(dòng)塊的壓緊力)的平均值為輸入力。對(duì)于鉗盤式制動(dòng)器，設(shè)兩側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力均為p，則制動(dòng)盤在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2p，此處為盤與制動(dòng)襯塊間的摩擦系數(shù)，于是鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)為 (29)對(duì)于全盤式制動(dòng)器，則有 (30)式中 n旋轉(zhuǎn)制動(dòng)盤數(shù)目；摩擦系數(shù)。對(duì)于鼓式制動(dòng)器，設(shè)作用于兩蹄的張開力分別為、，制動(dòng)鼓內(nèi)圓柱面半徑即制動(dòng)鼓工作半徑為r，兩蹄給予制動(dòng)鼓的摩擦力矩分別為和，則兩蹄的效能因數(shù)即制動(dòng)蹄因數(shù)分別為： （31）整個(gè)鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)則為 （32）當(dāng)時(shí)，則 (33)蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點(diǎn)，需要較精確地分析、計(jì)算才能確定。今假設(shè)在張力p的作用下制動(dòng)蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力n如圖26所示作用于襯片的b點(diǎn)上。這一法向力引起作用于制動(dòng)蹄襯片上的摩擦力為n，為摩擦系數(shù)。a，b，c，h，r及為結(jié)構(gòu)尺寸，如圖26所示。對(duì)領(lǐng)蹄取繞支點(diǎn)a的力矩平衡方程，即由上式得領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)為 (34)當(dāng)制動(dòng)鼓逆轉(zhuǎn)時(shí)，上述制動(dòng)蹄便又成為從蹄，這時(shí)摩擦力n的方向與圖26所示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點(diǎn)a的力矩平衡方程，即 由上式得從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)為 (35)由式(34)可知：當(dāng)趨近于占bc時(shí)，對(duì)于某一有限張開力p，制動(dòng)鼓摩擦力趨于無窮大。這時(shí)制動(dòng)器將自鎖。自鎖效應(yīng)只是制動(dòng)蹄襯片摩擦系數(shù)和制動(dòng)器幾何尺寸的函數(shù)。通過上述對(duì)領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器制動(dòng)蹄因數(shù)的分析與計(jì)算可以看出，領(lǐng)蹄由于摩擦力對(duì)蹄支點(diǎn)形成的力矩與張開力對(duì)蹄支點(diǎn)的力矩同向而使其制動(dòng)蹄因數(shù)值大，而從蹄則由于這兩種力矩反向而使其制動(dòng)蹄因數(shù)值小。兩者在=0.30.35范圍內(nèi)，當(dāng)張開力時(shí)，相差達(dá)3倍之多。圖27給出了領(lǐng)蹄與從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)對(duì)摩擦系數(shù)的關(guān)系曲線。由該圖可見，當(dāng)增大到一定值時(shí)，領(lǐng)蹄的和dd均趨于無限大。它意味著此時(shí)只要施加一極小張開力，制動(dòng)力矩將迅速增至極大的數(shù)值，此后即使放開制動(dòng)踏板，領(lǐng)蹄也不能回位而是一直保持制動(dòng)狀態(tài)，發(fā)生“自鎖”現(xiàn)象。這時(shí)只能通過倒轉(zhuǎn)制動(dòng)鼓消除制動(dòng)。領(lǐng)蹄的和dd隨的增大而急劇增大的現(xiàn)象稱為自行增勢(shì)作用。反之，從蹄的及dd隨的增大而減小的現(xiàn)象稱為自行減勢(shì)作用。在制動(dòng)過程中，襯片(襯塊)的溫度、相對(duì)滑動(dòng)速度、壓力以及濕度等因素的變化會(huì)導(dǎo)致摩擦系數(shù)的改變。而摩擦系數(shù)的改變則會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)效能即制動(dòng)器因數(shù)的改變。制動(dòng)器因數(shù)bf對(duì)摩擦系數(shù)的敏感性可由dbfd來衡量，因而dbfd稱為制動(dòng)器的敏感度，它是制動(dòng)器效能穩(wěn)定性的主要決定因素，而除決定于摩擦副材料外，又與摩擦副表面的溫度和水濕程度有關(guān)，制動(dòng)時(shí)摩擦生熱，因而溫度是經(jīng)常起作用的因素，熱穩(wěn)定性更為重要。熱衰退的臺(tái)架試驗(yàn)表明，多次重復(fù)緊急制動(dòng)可導(dǎo)致制動(dòng)器因數(shù)值減小50%，而下長(zhǎng)坡時(shí)的連續(xù)和緩制動(dòng)也會(huì)使該值降至正常值的30%。由圖27也可以看出，領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)雖大于從蹄，但其效能穩(wěn)定性卻比從蹄差。就整個(gè)鼓式制動(dòng)器而言，也在不同程度上存在以bf為表征的效能本身與其穩(wěn)定性之間的矛盾。由于盤式制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)對(duì)摩擦系數(shù)的導(dǎo)數(shù)(dbfd)為常數(shù)，因此其效能穩(wěn)定性最好。表2給出了不同結(jié)構(gòu)類型制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)bf或制動(dòng)器外部因數(shù)，其中凸輪制動(dòng)器外部因數(shù)等于制動(dòng)器輸出力矩()除以凸輪軸輸入力矩；楔型制動(dòng)器外部因數(shù)等于制動(dòng)器總摩擦力()除以外部作用力。2.6 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)在有關(guān)的整車總布置參數(shù)和制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式確定以后，就可以參考已有的同類型、同等級(jí)汽車的同類制動(dòng)器，對(duì)制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行初選。1.制動(dòng)鼓直徑d或半徑r當(dāng)輸入力p一定時(shí)，制動(dòng)鼓的直徑愈大，則制動(dòng)力矩亦愈大，散熱性能亦愈好。但直徑d的尺寸受到輪輞內(nèi)徑的限制，而且d的增大也使制動(dòng)鼓的質(zhì)量增大，使汽車的非懸掛質(zhì)量增大，而不利于汽車的行駛平順性。制動(dòng)鼓與輪輞之間應(yīng)有相當(dāng)?shù)拈g隙，此間隙一般不應(yīng)小于2030mm，以利于散熱通風(fēng)，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動(dòng)鼓直徑d的尺寸。另外，制動(dòng)鼓直徑d與輪輞直徑之比的一般范圍為：轎車 d=0.640.74貨車 d=0.700.832.制動(dòng)蹄摩擦襯片的包角和寬度b摩擦襯片的包角可在=90120范圍內(nèi)選取，試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角=90100時(shí)，磨損最小，制動(dòng)鼓溫度也最低，且制動(dòng)效能最高。再減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。一般也不宜大于120，因過大不僅不利于散熱，而且易使制動(dòng)作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動(dòng)鼓全面接觸。通常是根據(jù)在緊急制動(dòng)時(shí)使其單位壓力不超過2.5mpa的條件來選擇襯片寬度b的。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡量按摩擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇b值。另外，根據(jù)國(guó)外統(tǒng)計(jì)資料可知，單個(gè)鼓式車輪制動(dòng)器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，如表3(張洪欣主編.汽車設(shè)計(jì)（第2版）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1995)所示。而單個(gè)摩擦襯片的摩擦面積a又決定于制動(dòng)鼓半徑r、襯片寬度b及包角，即式中是以弧度(rad)為單位，當(dāng)a，r，確定后，由上式也可初選襯片寬b的尺寸。 制動(dòng)器各蹄摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。3.摩擦襯片起始角摩擦襯片起始角如圖28所示。一般是將襯片布置在制動(dòng)蹄外緣的中央，并令。有時(shí)為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對(duì)于最大壓力點(diǎn)對(duì)稱布置，以改善制動(dòng)效能和磨損的均勻性。4.張開力p的作用線至制動(dòng)器中心的距離在保證制動(dòng)輪缸或凸輪能夠布置于制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離盡可能地大，以提高其制動(dòng)效能。初步設(shè)計(jì)時(shí)可暫定左右。5.制動(dòng)蹄支銷中心的坐標(biāo)位置是k與c如圖28所示，制動(dòng)蹄支銷中心的坐標(biāo)尺寸k是應(yīng)盡可能地小，以使尺寸c盡可能地大，初步設(shè)計(jì)可暫定c=0.8r左右。6.摩擦片摩擦系數(shù)選擇摩擦片時(shí)不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對(duì)摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動(dòng)器對(duì)摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對(duì)蹄式制動(dòng)器是非常重要的。各種制動(dòng)器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.30.5，少數(shù)可達(dá)0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動(dòng)器設(shè)計(jì)時(shí)并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當(dāng)前國(guó)產(chǎn)的制動(dòng)摩擦片材料在溫度低于250時(shí)，保持摩擦系數(shù)=0.350.40已無大問題。因此，在假設(shè)的理想條件下計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，取=0.3可使計(jì)算結(jié)果接近實(shí)際。另外，在選擇摩擦材料時(shí)應(yīng)盡量采用減少污染和對(duì)人體無害的材料。第三章 主要零部件的設(shè)計(jì)和參數(shù)的計(jì)算3.1制動(dòng)器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1制動(dòng)盤制動(dòng)盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，其結(jié)構(gòu)形狀有平板形(用于全盤式制動(dòng)器)和禮帽形(用于鉗盤式制動(dòng)器)兩種。后一種的圓柱部分長(zhǎng)度取決于布置尺寸。為了改善冷卻，有的鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)盤鑄成中間有徑向通風(fēng)槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。制動(dòng)盤的工作表面應(yīng)光滑平整。兩側(cè)表面不平行度不應(yīng)大于0.008mm，盤面擺差不應(yīng)大于0.1mm。在加工方面，制動(dòng)盤厚度變化大于技術(shù)要求，能引起踏板脈動(dòng)或前端震動(dòng)。制動(dòng)盤不符合技術(shù)要求的，需精加工滿足要求。（制動(dòng)盤表面的輕微刻痕，深度不超過1.5mm是正常的，對(duì)制動(dòng)器工作的影響不大）。制動(dòng)盤的厚度檢查，測(cè)量距制動(dòng)盤外緣12mm且相隔約45各點(diǎn)對(duì)照技術(shù)要求檢查測(cè)量結(jié)果。若發(fā)現(xiàn)制動(dòng)盤厚度或平行度超差，必須更換或修復(fù)制動(dòng)盤。制動(dòng)盤端面圓跳動(dòng)摩擦表面?zhèn)€端面圓跳動(dòng)：0.12mm過大的端面圓跳動(dòng)，轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將引起制動(dòng)盤左右擺動(dòng)。這種擺動(dòng)撞擊摩擦塊，在工作中引起踏板震動(dòng)，并影響制動(dòng)效果。如何檢查和防護(hù)制動(dòng)盤將千分表調(diào)到零，轉(zhuǎn)動(dòng)車輪一整圈，細(xì)心觀察千分表刻度。斷面圓跳動(dòng)不得超過0.12mm。若制動(dòng)盤斷面圓跳動(dòng)不符合技術(shù)要求，需檢查輪轂及軸承總成的斷面跳動(dòng)。若輪轂及軸承總成的擺差不符合技術(shù)要求，則要更換輪轂及軸承總成。若輪轂及軸承的斷面跳動(dòng)在技術(shù)要求范圍內(nèi)，那么問題在于制動(dòng)盤。在安裝時(shí)也要注意，用力矩扳手?jǐn)Q緊輪轂螺栓螺母，錯(cuò)誤的擰緊方法可能導(dǎo)致斷面圓跳動(dòng)增大 導(dǎo)致制動(dòng)粗糙或脈動(dòng)。2制動(dòng)鉗制動(dòng)鉗由可鍛鑄鐵k丁h37012或球墨鑄鐵qt40018制造，也有用輕合金制造的，可做成整體的，也可做成兩牛并由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動(dòng)鉗便可檢查或更換制動(dòng)塊。制動(dòng)鉗體應(yīng)有高的強(qiáng)度和剛度。一般多在鉗體中加工出制動(dòng)油缸，也有將單獨(dú)制造的油缸裝嵌入鉗體中的。為了減少傳給制動(dòng)液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動(dòng)塊的背板。有的活塞的開口端部切成階梯狀，形成兩個(gè)相對(duì)且在同一平面內(nèi)的小半圓環(huán)形端面。活塞由鑄鋁合金或鋼制造。為了提高耐磨損性能，活塞的工作表面進(jìn)行鍍鉻處理。當(dāng)制動(dòng)鉗體由鋁合金制造時(shí)，減少傳給制動(dòng)液的熱量成為必須解決的問題。為此，應(yīng)減小活塞與制動(dòng)塊背板的接觸面積，有時(shí)也可采用非金屬活塞。3制動(dòng)鼓制動(dòng)鼓應(yīng)具有高的剛性和大的熱容量，制動(dòng)時(shí)其溫升不應(yīng)超過極限值。制動(dòng)鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應(yīng)能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工：作表面磨損均勻。中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵ht200或合金鑄鐵制造的制動(dòng)鼓；輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動(dòng)鼓；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動(dòng)鼓在轎車上得到了日益廣泛的應(yīng)用。鑄鐵內(nèi)鼓筒與鋁合金制動(dòng)鼓本體也是鑄到一起的，這種內(nèi)鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作表面，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì)量。 制動(dòng)鼓在工作載荷作用下會(huì)變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且會(huì)損失少許踏板行程。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動(dòng)。為防止這些現(xiàn)象需提高制動(dòng)鼓的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強(qiáng)肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高其散熱性能。 制動(dòng)鼓壁厚的選取主要是從剛度和強(qiáng)度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗(yàn)表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動(dòng)鼓的壁厚：轎車為712mm，中、重型貨車為1318mm。制動(dòng)鼓在閉口一側(cè)可開小孔，用于檢查制動(dòng)器間隙。制動(dòng)鼓常見的故障制動(dòng)蹄變形或調(diào)節(jié)不正確。摩擦片松脫 變光滑或磨損。制動(dòng)底板松動(dòng)。自動(dòng)調(diào)節(jié)器不起作用。潤(rùn)滑油 潤(rùn)滑脂或制動(dòng)液粘在摩擦片上。回位彈簧彈力變?nèi)趸驌p壞。制動(dòng)鼓的維修人們常常通過檢查制動(dòng)蹄來揭示制動(dòng)鼓的毛病，首先通過目檢裝在車上的制動(dòng)蹄來判斷制動(dòng)鼓。若一車輪上的摩擦片比另一個(gè)車輪上的摩擦片磨損較多時(shí)，那么這個(gè)制動(dòng)鼓可能有劃痕或表面粗糙。任何一組制動(dòng)蹄從一側(cè)到另一側(cè)的不均勻磨損可能是由于制動(dòng)鼓變成錐形引起的。摩擦片根部磨損嚴(yán)重表明制動(dòng)鼓失圓。徹底的清潔制動(dòng)鼓。如果制動(dòng)鼓已暴露出泄漏油或潤(rùn)滑脂，在除去灰塵后，徹底的用一種非油基溶劑清洗制動(dòng)鼓。重新安裝制動(dòng)鼓前，找出漏油的原因并排除故障。用指甲橫滑制動(dòng)表面，直觀的檢查制動(dòng)鼓制動(dòng)表面的滑痕。任何大的滑痕應(yīng)意味著必須復(fù)制動(dòng)鼓表面或更換制動(dòng)鼓。高度磨光的制動(dòng)鼓表面會(huì)引起制動(dòng)器抱死或噪音。如何檢驗(yàn)制動(dòng)鼓是否磨損必須用制動(dòng)鼓千分尺或量規(guī)測(cè)量每個(gè)檢查過的制動(dòng)鼓，以查明制動(dòng)鼓是否在安全修理尺寸極限內(nèi)。把制動(dòng)鼓千分尺調(diào)到制動(dòng)鼓直徑大小并測(cè)量它的磨損量。在相互成直角的摩擦表面的寬窄兩邊緣處進(jìn)行測(cè)量，在圓周上每隔45的各點(diǎn)且在最深槽的底部測(cè)其直徑。帶有錐度或失圓度超過0.15mm的制動(dòng)鼓應(yīng)進(jìn)行車削或更換。如果從最深槽底部測(cè)得的最大直徑讀數(shù)超過規(guī)定要求1mm時(shí)，該制動(dòng)鼓不能重新整修表面而必須更換。4制動(dòng)蹄轎車和輕型、微型貨車的制動(dòng)蹄廣泛采用t形型鋼輾壓或鋼板沖壓焊接制成；大噸位貨車的制動(dòng)蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動(dòng)蹄的斷面形狀和尺寸應(yīng)保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動(dòng)蹄腹板上有時(shí)開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動(dòng)蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動(dòng)時(shí)的尖叫聲。重型汽車制動(dòng)蹄的斷面有工字形、山字形和字形幾種。制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為35mm；貨車的約為58mm。摩擦襯片的厚度，轎車多用4.55mm；貨車多在8mm以上。襯片可以鉚接或粘接在制動(dòng)蹄上，粘接的允許其磨損厚度較大，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。在使用和更換制動(dòng)蹄片的時(shí)候應(yīng)該注意的事項(xiàng)：在更換修理時(shí)可以使用鉚有摩擦片的制動(dòng)蹄，也可以用提供的摩擦片，自行鉚接。制動(dòng)蹄修理完之后，進(jìn)行基本的調(diào)整。手制動(dòng)處于松開狀態(tài)，調(diào)節(jié)齒板位于最上端，待制動(dòng)鼓安裝完畢后用力踩一制動(dòng)踏板，然后放開，使蹄片間隙處于最佳狀態(tài)。同一車上的制動(dòng)器，摩擦襯片更換必須同時(shí)進(jìn)行，并須選用同一廠家，同一型號(hào)產(chǎn)品。 制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)器各零件的安裝基體，應(yīng)保證各安裝零件相互間的正確位置。制動(dòng)底板承受著制動(dòng)器工作時(shí)的制動(dòng)反力矩，故應(yīng)有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動(dòng)底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵kth 37012的制動(dòng)底座以代替鋼板沖壓的制動(dòng)底板。剛度不足會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。5支承 二自由度制動(dòng)蹄的支承，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，并能使制動(dòng)蹄相對(duì)制動(dòng)鼓自行定位。 為了使具有支承銷的一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄的工作表面與制動(dòng)鼓的工作表面同軸心，應(yīng)使支承位置可調(diào)。支承銷由45號(hào)鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(kth 37012)或球墨鑄鐵(qt 40018)件。青銅偏心輪可保持制動(dòng)蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。 具有長(zhǎng)支承銷的支承能可靠地保持制動(dòng)蹄的正確安裝位置，避免側(cè)向偏擺。有時(shí)在制動(dòng)底板上附加一壓緊裝置，使制動(dòng)蹄中部靠向制動(dòng)底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機(jī)構(gòu)調(diào)整推桿端部開槽供制動(dòng)蹄腹板張開端插入，以保持制動(dòng)蹄的正確位置。6制動(dòng)輪缸 是液壓制動(dòng)系采用的活塞式制動(dòng)蹄張開機(jī)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，在車輪制動(dòng)器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵ht250制成。其缸筒為通孔，需搪磨?；钊射X合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動(dòng)蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動(dòng)輪缸有兩個(gè)等直徑活塞；少數(shù)有四個(gè)等直徑活塞；雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器的兩蹄則各用一個(gè)單活塞制動(dòng)輪缸推動(dòng)。7制動(dòng)塊制動(dòng)塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成，兩者直接壓嵌在一起。襯塊多為扇面形，也有矩形、正方形或長(zhǎng)圓形的。活塞應(yīng)能壓住盡量多的制動(dòng)塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。制動(dòng)塊背板由鋼板制成。盤式制動(dòng)器裝有襯塊磨損達(dá)極限時(shí)的警報(bào)裝置，以便及時(shí)更換摩擦襯片。摩擦材料制動(dòng)摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生噪聲和不良?xì)馕?，?yīng)盡量采用少污染和對(duì)人體無害的摩擦材料。目前在制動(dòng)器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結(jié)劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑(由無機(jī)粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應(yīng)按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點(diǎn)是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性能。另一種是編織材料，它是先用長(zhǎng)纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布，再浸以樹脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動(dòng)蹄或制動(dòng)帶上。在100120溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)(=0.4以上)，沖擊強(qiáng)度比模壓材料高45倍。但耐熱性差，在200250以上即不能承受較高的單位壓力，磨損加快。因此這種材料僅適用于中型以下汽車的鼓式制動(dòng)器，尤其是帶式中央制動(dòng)器。粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分(占質(zhì)量的6080)，加上石墨、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調(diào)整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價(jià)高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動(dòng)器負(fù)荷重的汽車。各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.30.5，少數(shù)可達(dá)0.7。設(shè)計(jì)計(jì)算制動(dòng)器時(shí)一般取0.30.35。選用摩擦材料時(shí)應(yīng)注意，一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差。主要零部件參數(shù)的計(jì)算3.2制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律 從前面的分析可知，制動(dòng)器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對(duì)制動(dòng)器因數(shù)有很大影響。掌握制動(dòng)蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動(dòng)器因數(shù)。在理論上對(duì)制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時(shí)，通常作如下一些假定：(1)制動(dòng)鼓、蹄為絕對(duì)剛性；(2)在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上；(3)壓力與變形符合虎克定律。 在一般情況下，若浮式蹄的端部支承在斜支座面上，如圖30所示，則由于蹄片端部將沿支承面作滾動(dòng)或滑動(dòng)，它具有兩個(gè)自由度運(yùn)動(dòng)，而繞支承銷轉(zhuǎn)動(dòng)的蹄片只有一個(gè)自由度的運(yùn)動(dòng)，因此，其壓力分布狀況和繞支承銷轉(zhuǎn)動(dòng)的情況有所區(qū)別。 現(xiàn)分析浮式蹄上任意一點(diǎn)a的運(yùn)動(dòng)情況。今設(shè)定蹄片和支座面之間摩擦足夠大，制動(dòng)蹄在張開力作用下，蹄片將沿斜支座面上作滾動(dòng)，設(shè)q為其蹄片端部圓弧面之圓心，則蹄片上任意一點(diǎn)a的運(yùn)動(dòng)可以看成繞q作相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)和跟隨q作移動(dòng)。這樣a點(diǎn)位移由兩部分合成：相對(duì)運(yùn)動(dòng)位移和牽連運(yùn)動(dòng)位移，它們各自徑向位移分量之和為 (見圖30)。 =cos+cos(-)根據(jù)幾何關(guān)系可得出=(+ sin) sin+ coscos式中為蹄片端部圓弧面繞其圓心的相對(duì)轉(zhuǎn)角。令 + sin=ccos=c在一定轉(zhuǎn)角時(shí)，和都是常量。同樣，認(rèn)為a點(diǎn)的徑向變形量和壓力成正比。這樣，蹄片上任意點(diǎn)a處的壓力可寫成 q=qsin+qcos或 q=qsin(+)也就是說，浮式蹄支承在任意斜支座面上時(shí)，其理論壓力分布規(guī)律仍為正弦分布，但其最大壓力點(diǎn)在何處，難以判斷。上述分析對(duì)于新的摩擦襯片是合理的，但制動(dòng)器在使用過程中摩擦襯片有磨損，摩擦襯片在磨損的狀況下，壓力分布又應(yīng)如何呢?按照理論分析，如果知道摩擦襯片的磨損特性，也可確定摩擦襯片磨損后的壓力分布規(guī)律。根據(jù)國(guó)外資料，對(duì)于摩擦片磨損具有如下關(guān)系式式中 w磨損量；k磨損常數(shù)；摩擦系數(shù)；q單位壓力；磨擦襯片與制動(dòng)鼓之間的相對(duì)滑動(dòng)速度。通過分析計(jì)算所得壓力分布規(guī)律如圖31所示。圖中表明在第11次制動(dòng)后形成的單位面積壓力仍為正弦分布。如果摩擦襯片磨損有如下關(guān)系： 式中 磨損常數(shù)。則其磨損后的壓力分布規(guī)律為(c也為一常數(shù))。結(jié)果亦示于圖31。應(yīng)該指出，由上述理論分析所獲得的結(jié)果與實(shí)際情況比較相近，也就是說，用上述壓力分布規(guī)律計(jì)算所得的摩擦力矩與實(shí)際使用中所得摩擦力矩有極大的相關(guān)性。以前有人認(rèn)為制動(dòng)摩擦襯片壓力分布均勻的設(shè)想并不合理。3.3制動(dòng)器因數(shù)及摩擦力矩分析計(jì)算 如前所述，通常先通過對(duì)制動(dòng)器摩擦力矩計(jì)算的分析，再根據(jù)其計(jì)算式由定義得出制動(dòng)器因數(shù)b現(xiàn)以鼓式制動(dòng)器中制動(dòng)蹄只具有一個(gè)自由度運(yùn)動(dòng)為例，說明用解析法導(dǎo)出制動(dòng)器因數(shù)的思路過程：(1)定出制動(dòng)器基本結(jié)構(gòu)尺寸、摩擦片包角及其位置布置參數(shù)，并規(guī)定制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)方向； (2)參見3.2節(jié)確定制動(dòng)蹄摩擦片壓力分布規(guī)律，令q=qsin； (3)在張開力p作用下，確定最大壓力值。參見圖32，所對(duì)應(yīng)的圓弧，圓弧面上的半徑方向作用的正壓力為，摩擦力為。把所有的作用力對(duì)點(diǎn)取矩，可得ph=rmsind-r(r-mcos)sind據(jù)此方程式可求出的值； (4)計(jì)算沿摩擦片全長(zhǎng)總的摩擦力矩 t=r sind=r(cos-cos)(5導(dǎo)出制動(dòng)器因數(shù)f的表達(dá)式。下面為浮式蹄的計(jì)算方法 對(duì)于浮式蹄，其蹄片端部支座面法線可與張開力作用線平行(稱為平行支座)或不平行(稱為斜支座)。參見圖34。平行支座可視作斜支座的特例，即圖34中，因此，這里給出最一般的情況。 單個(gè)斜支座浮式領(lǐng)蹄制動(dòng)蹄因數(shù)bft3 = （39）單個(gè)斜支座浮式從蹄制動(dòng)蹄因數(shù)bft4 = （40）上兩式中 （41） 為蹄片端部與支座面間摩擦系數(shù)，如為鋼對(duì)鋼則=0.20.3。角正負(fù)號(hào)取值按下列規(guī)則確定：當(dāng)，為正；，為負(fù)。這樣浮式領(lǐng)從制動(dòng)器因數(shù)為 3.4制動(dòng)蹄上的壓力分布規(guī)律與制動(dòng)力矩的簡(jiǎn)化計(jì)算1.沿蹄片長(zhǎng)度方向的45壓力分布規(guī)律 用解析方法計(jì)算沿蹄片長(zhǎng)度方向的壓力分布規(guī)律比較困難，因?yàn)槌四Σ烈r片有彈性容易變形外，制動(dòng)鼓、制動(dòng)蹄以及支承也都有彈性變形。通常在近似計(jì)算中只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件變形的影響較小，可以忽略不計(jì)。制動(dòng)蹄可設(shè)計(jì)成一個(gè)自由度和兩個(gè)自由度的(見圖37)形式。 首先計(jì)算有兩個(gè)自由度的增勢(shì)蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。為此，取制動(dòng)鼓中心o點(diǎn)為坐標(biāo)原點(diǎn)，如圖37所示，并讓y1坐標(biāo)軸通過制動(dòng)蹄的瞬時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)中心a1點(diǎn)。制動(dòng)時(shí)，由于摩擦襯片變形，制動(dòng)蹄在繞瞬時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)中心a1轉(zhuǎn)動(dòng)的同時(shí)，還順著摩擦力作用方向沿支承面移動(dòng)。結(jié)果使制動(dòng)蹄中心位于點(diǎn)，因而可以想象未變形的摩擦襯片的表面輪廓(eel線)就沿方向移人制動(dòng)鼓體內(nèi)。顯然，襯片表面上所有點(diǎn)在這個(gè)方向上的變形是相同的。例如，位于半徑，上的任意點(diǎn)的變形就是線段。因此，對(duì)于該點(diǎn)的徑向變形為由于 和 于是得到增勢(shì)蹄的徑向變形和壓力為 （43）式中 任意半徑和軸之間的夾角； 最大壓力線與軸之間的夾角； 半徑和線之間的夾角。下面再計(jì)算有一個(gè)自由度的增勢(shì)蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。此時(shí)摩擦襯片在張開力和摩擦力的作用下，繞支承銷中心a1轉(zhuǎn)動(dòng)角(見圖37(b)。摩擦襯片表面任意點(diǎn)沿制動(dòng)蹄轉(zhuǎn)動(dòng)的切線方向的變形即為線段，其徑向變形分量是線段，在半徑延長(zhǎng)線上的投影，即線段。由于角很小，可以認(rèn)為，則所求的摩擦襯片徑向變形為 考慮到，則由等腰三角形可知代入上式，得摩擦襯片的徑向變形和壓力分別為 （44）綜合上述可以認(rèn)為：對(duì)于尚未磨合的新制動(dòng)蹄襯片，沿其長(zhǎng)度方向的壓力分布符合正弦曲線規(guī)律，可用式(43)和式(44)計(jì)算。 沿摩擦襯片長(zhǎng)度方向壓力分布的不均勻程度，可用不均勻系數(shù)評(píng)價(jià) 式中 -制動(dòng)蹄襯片上的最大壓力； 在同等制動(dòng)力矩作用下，假想壓力分布均勻時(shí)的壓力。2.制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩在計(jì)算鼓式制動(dòng)器時(shí)，必須建立制動(dòng)蹄對(duì)制動(dòng)鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動(dòng)力矩之間的關(guān)系。為計(jì)算有一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為處，單元面積為。，其中b為摩擦襯片寬度，r為制動(dòng)鼓半徑，為單元面積的包角，如圖38所示。由制動(dòng)鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為： (45)而摩擦力產(chǎn)生的制動(dòng)力矩為 在由至區(qū)段上積分上式，得 (46)當(dāng)法向壓力均勻分布時(shí)， (47)由式(46)和式(47)可求出不均勻系數(shù) 式（46）和式（47）給出的由壓力計(jì)算制動(dòng)力矩的方法，但在實(shí)際計(jì)算中采用由張開力p計(jì)算制動(dòng)力矩的方法則更為方便。 增勢(shì)蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩可表達(dá)如下： （48）式中 單元法向力的合力； 摩擦力的作用半徑(見圖39)。如果已知制動(dòng)蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可用式(1746)算出蹄的制動(dòng)力矩。為了求得力與張開力的關(guān)系式，寫出制動(dòng)蹄上力的平衡方程式： (49)式中 軸與力的作用線之間的夾角；支承反力在工：軸上的投影。解式(49)，得 （50）對(duì)于增勢(shì)蹄可用下式表示為 （51） 對(duì)于減勢(shì)蹄可類似地表示為 （52）為了確定，及，必須求出法向力n及其分量。如果將dn(見圖38)看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，則根據(jù)式（45）有： （53） （54）因此 式中 。根據(jù)式(46)和式(48)，并考慮到 則有 如果順著制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)的制動(dòng)蹄和逆著制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)的制動(dòng)蹄的和同，顯然兩種蹄的和值也不同。對(duì)具有兩蹄的制動(dòng)器來說，其制動(dòng)鼓上的制動(dòng)力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 對(duì)于液壓驅(qū)動(dòng)的制動(dòng)器來說，所需的張開力為 對(duì)于凸輪張開機(jī)構(gòu)，其張開力可由前述作用在蹄上的力矩平衡條件得到的方程式求出： 計(jì)算蹄式制動(dòng)器時(shí)，必須檢查蹄有無自鎖的可能，由式(1751)得出自鎖條件。當(dāng)該式的分母等于零時(shí)，蹄自鎖： （55）如果式 （56）成立，則不會(huì)自鎖。由式(46)和式(51)可求出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為 （57式中 ，r，見圖39；，見圖38；，b摩擦襯片寬度；摩擦系數(shù)。3.5摩擦襯片(襯塊